А. В. Бараненко. Холодильные машины

Состояние рабочего вещества при входе в промежуточный со­

суд (точка 4) находят из уравнения смешения

Массовый расход рабочего вещества второй ступени опреде­

ляют из теплового баланса промежуточного сосуда

откуда

СП = (C~ - C:P)(t. - tg )

Вентиль Х служит для регулирования подачи рабочего веще­

ства во второй испаритель.

Остальные величины, которые характеризуют холодильную

машину, определяют так же, как в предыдущих схемах.

Данная хоЛодильная машина по термодинамической эффек­

тивности не отличается от двух-, оД~оступенчатой в интервале

температур Тт- ТК И двухступенчатой в интервале температур

То- Тк ' Однако в дейСТВИтельных условиях двухступенЧатая холодиль­

ная машина на две температуры кипения выгоднее вследствие сокращения ЭКсплуатационных затрат. Капитальные затраты

тоже меньше.

§ 3.5. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ И ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ

ИПРИНЦИПИАЛЬНЫЕ СХЕМЫ ТРЕХСТУПЕНЧАТЫХ

ИКАСКАДНЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН

Трехступенчатые и каскадные ХОЛОДильные машины приме­

няют для получения искусственного холода от -70 ос и ниже.

Их используют для обеспечения технологических процессов в хи­

мической промышленности и других отраслях науки и техни­

ки, где имеется потребность в холоде низкого потенциала. Та­

кие машины находят применение при испытаниях приборов,

материалов, а таКже различных изделий, Работающих при низ­

ких температурах.

Теоретическая трехступенчатая холодильная машина. Принципиальная схема и теоретический цикл такой холодиль­ ной машины показаны на рис. 3.20. Если сравнить схемы и цик­

лы трехступенчатой и двухступенчатой (см. рис. 3.13) холодиль­

ных машин, то легко убедиться, что трехступенчатую машину

получают путем присоединения к первой ступени еще одной сту­

пени сжатия.

Процессы теоретического и действительного циклов трехсту­

пенчатой холодильной машины аналогичны процессам в двух-

116

т

Рис. 3.20. Схема и теоретический ЦИICJI трехступеичатой холодильной машины:

I. II и IV- компрессоры первой. второй н третьей ступеней; II! - теплообменник; V - кон­ деllCатор; VI. УII и Х - дроссельнwе вентили; УIII н IX - промежуточные СОСУДЫ; ХI -

испаритель

ступенчатой машине, поэтому нет необходимости их описывать. Следует, очевидно, остановиться только на выборе промежу­

точных давлений, которые выбирают из условий примерно

Тепловой расчет трехступенчатых холодильных машин, KO~ торый основан на методах тепловых и материальных балансов,

соответствует расчету двухступенчатых.

К каждому из промежуточных сосудов можно подсоединить

испаритель так же, как на рис. 3.19. Тогда машина будет рабо­

тать на три изотермы. В этом случае расчет машины будет ана­ логичен расчету двухступенчатой холодильной машины с двумя

.испарителями.

Действительная трехступенчатая ХОЛОДИJIьная машина для получения твердой двуокиси углерода. Особенностью данной хо­

лодильной машины· является то, что рабочее вещество, совер­ шая обратный цикл, в твердом состоянии выводится из машины, поэтому отвод теплоты от источника низкой температуры про­ исходит в другом месте. Таким образом, рабочее вещество со­ вершает разрывной цикл (квазицикл). Такой цикл можно осу-

117

ществить вследствие того, что двуокись углерода (углекислота)

при давлении 0,53 МПа и температуре 216,6 К может находить­

ся одноВременно в трех фазах: жидкой, газообразной и твердой. Если давление и температуру увеличить, то углекислота будет находиться только в двух фазах: жидкой и газообразной, поэто­ му ее можно использовать в этих условиях как рабочее вещество

обычной паровой холодильной машины. Однако какого-либо

применения такие машины не нашли.

При давлении ниже 0,53 МПа углекислота находится только

в твердом и Г8300бразном сосroянии. эти свойства и используют при

производстве твердой углекислоты с помощью обратного цикла. Рассмотрим работу такой машины, принципиальная схема

которой и действительный цикл на диаграмме в-Т показаны на

рис. 3.21.

Предположим, что 1 КГ жидкой углекислоты дросселируется

в дроссельном вентиле VII (процесс 9-10), тогда в конце прО­

цесса образуется влажный пар, который, попадая в промежуточ­

ный сосуд, разделяется на Х1О (кг) сухого насыщенного пара (состояние 11), отсасываемого компрессором высокой ступени V, и (1 - Х1О) (кг) насыщенной жидкости (состояние 12), поступаю­

щей во вroрой дроссельный вентиль 1Х. В результате второго дросселирования (процесс 12-13) в промежуточном сосуде Х

образуются (1 - х10)х1з (кг) сухого насыщенного пара (состоя­

ние 14) и (1 - х10)(1 - Х1З) (кг) жидкости (состояние 15). Пар отсасывается компрессором средней ступени 111, а жидкость дрос­

селируется в третьем дроссельном вентиле Х1 (процесс 15-16) до

давления 0,1 МПа (атмосферное давление). Так как точка 16

находится ниже тройной точки, то в этом состоянии углекисло­ та находится в твердой и парообразной фазах. В сепараторе Х11

происходит разделение фаз. Твердая углекислота в количестве

(1 - х10)(1 - х1з)(1 - Х16) (кг) удаляется из системы (как прави­ ло, в виде брикетов, которые получают в специальном прессе)

в состоянии 18, а пар в COCТOJIНИИ а отсасывается компрессором низ­ кой ступени 1. Количество этого параравно (1 - хlО)(l - х1з),хl0 (кг).

, Положение точки а зависит от щ>нструкции сепаратора и теп­

лопритоков извне. Углекислота в" состоянии а смешивается со свежей порцией углекислоты (состояние О), количество которого

равно количеству выведенной из системы твердой углекислоты,

т. е. (1 - Х1о>(1 - х1з)(1 - Х16) (кг). в результате смешения обра-

зуется состояние 1. Разность давлений р - Р::С зависит от гид­ равлических потерь во всасывaioщем трубопроводе.

Удельный массовый расход углекислоты в компрессоре низ­

кой ступени определяется из уравнения

118

т

Рис. 3.21. Схема и действитeJIьвый цикл трехступенчатой ХOJIОДИJIЬВой

мamивы дJUI получевия,Твердой двуокиси углерода

Энтальпию углекислоты при всасывании в компрессор низ­

кой ступени (точка 1) можно найти из уравнения смешения

(1 - х10)(1 - х1з)t1 = (1- х10)(1- х1з)(1- X 16 )to +

(3.113)

119

откуда

С учетом действительных потерь удельная работа компрессора

низкой ступени

где 11: - коэффициент, учитывающий энергетические потери

компреСсора низкой ступени (см. главы 7 и 8).

Удельный массовый расход углекислоты в компрессоре сред­

ней ступени

Уравнение смешения при всасывании в компрессор средней

ступени .

откуда

Состояние углекислоты в точке 3 определяется недорекупера­

цией в теплообменнике П.

Действительная удельная работа компрессора средней ступени

(3.119)

где 11: - коэффициент, учитывающий энергетические потери

компрессора средней ступени (см. главы 7 и 8).

Через компрессор высокой ступени проходит 1 кг углекисло­

ты, а энтальпию в точке 7 также определяют из уравнения сме­

шения

Действительная удельная работа компрессора высокой ступени

где 11: - коэффициент, учитывающий энергетические потери

компрессора высокой ступени (см. главы 7 и 8).

Энергетическую оценку цикла делают по затрате работы для

получения 1 кг твердой углекиСлоты (коэффициент М):

АА А

Циклом С минимальной работой для получения 1 кг твердой

углекислоты при температуре окружающей среды То. с и, если

источник низкой температуры меняет свое состояние по линии

Рассмотренный цикл является наиболее распространенным, однако на кафедре холодильных машин и НПЭ СПБГАХПТ раз­ работан принципиально новый способ получения твердой угле­

кислоты путем ее н;епосредственного вымораживания в детанде­

ре газовой холодильной машины. Экспериментальные исследо­ вания опытно-промышленной установки пок8.38.Jlи ряд преиму­ ществ нового способа по сравнению с традиционными способами.

Действительный цикл и ПРИВЦИJlиальная схема каскадной ХОЛОДИJlьной машины. Каскадная холодильная машина состоит

из двух или трех ступеней (ветвей), в которых используются

разные рабочие вещества. Наиболее распространенными явля­

ются машины, состоящие из двух ветвей - нижней и верхней. В нижней ветви каскада используется рабочее вещество высокого давления (низкотемпературное). Чаще всего это хладон 13. В верх­

ней ветви - рабочее вещество среднего давления, как правило, это хладон 22. Причем в каждой из ветвей возможно примене­ ние двухступенчатого сжатия. Объединяются ветви каскада спе­

циальным теплообменным аппаратом, который называется кон­ денсатор-испаритель. Таким образом, при помощи верхней вет­ ви каскада отводится теплота от рабочего вещества нижней ветви.

На рис. 3.22, а представлена принцлпиальная схема реаль­

ной каскадной холодильной машины, которая предназначена для

работы при температуре кипения в нижней ветви каскада от -70

до -90 ·С. .

Рассмотрим действительные циклы нижней (рис. 3.22, в) и верхней (рис. 3.22, б) ветвей каскада.

Давления кипения нижней ветви p~ и конденсации верхней

ветви р: определяются так же, как и для других паровых холо­

дильных машин, т. е. в зависимости от внешних источников.

Наибольшую сложность.вызывает определение давлений ковден-

саций нижней ветви р: и кипения верхней ветви p~ . При упро­

щенном методе определения этих величин исходят из условия

примерного равенства степеней повышения давления в нижнеЙо

и верхней ветвях каскада, т. е. p:/p~ StI р:/р: ' задаваясь разнос­

тью температур в конденсаторе-испарителе t: - t~ StI 5-10 ОС. Для

Рис. 3.22. Схема и действитeJIыIьIй цикл каскадной холодильной машн~

более точного расчета можно рекомендовать методику, которая

изложена в монографии [7}.

Рабочее вещество поступает в компрессор нижней ветви I при

температуре от -15 до О ос. Давление р:с отличается от Д~вле­

ния кипения р~ на значение гидравлических потерь при дви­

жении рабочего вещества от испарителя VI до всасывающего пат­

рубка компрессора. Этим значением либо задаются в зависимос­

ти от реальной схемы, либо его рассчитывают. Давление нагнета­

ния Р: также зависит от гидравлических потерь в Irpубопроводе

и теплообменниках II и III. В теплообменнике П рабочее веще­

ство охлаждается водой (процесс 2-3), в теплообменнике ПI -

холодным паром, идущим из испарителя (процесс 3-4). В про­ цессах 2-3 и 3-4 имеют место гидравлические потери. Далее

рабочее вещество конденсируется в конденсаторе-испарителе VП. Теплота от конденсатора-испарителя Q:. отводится верхней вет-

вью каскада, холодоnpoизводительность которой равна Q~ • Жид­

кое рабочее вещество затем поступает в теплообменник IV, где охлаждается холодным паром, идущим из испарителя (процесс

122

5-6). Потерями давления в этом процессе можно пренебречь.

Затем рабочее вещество дросселируется в дроссельном вентиле V. При выходе из испарителя (точка 8) рабочее вещество может быть сухим насыщенным паром (или перегретым). Рабочее ве­

щество подогревают в теплообменнике IV (процесс 8-9) до тем­

пературы -50 ... -30 ос, затем в теплообменнике [П дО темпера­

туры -15 ...-0 ос (процесс 9-1).

Необходимо остановиться на фуНкциях теплообменников в схе­ ме нижней ветви.

В теплообменнике ПI происходит подогрев пара, идущего на всасывание в компрессор, что, с одной стороны, увеличивает ра­ боту компрессора, но, с другой стороны, уменьшает тепловой

поток в конденсаторе-испарителе, что, в свою очередь, снижает

т; и ~. Применение теплообменника П! имеет смысл лишь

в том случае, если установлен теплообменник П, который ох­ лаждается водой. В противном случае растет тепловой поток на конденсатор-испаритель вследствие увеличения работы сжатия компрессора при всасывании более нагретого пара. Кроме того, повышение температуры всасывания улучшает тепловой режим работы компрессора, так как всасывание в компрессор рабочего вещества с низкой температурой может привести к температур­ ным деформациям деталей компрессора. Необходимость тепло­ обменника IV можно объяснить тем,ЧТО в нем охлаждается ра­ бочее вещество перед дросселированием, что увеличивает удель­

ную холодопроизводител.ьность цикла. Теплообменники IV и III,

кроме этого, защищают KQMnpeccop от гидравлического удара.

Верхняя ветвь каскада представляет собой одностYnенчатую холодильную машину с рег~неративным теплообменником, ко­ торая была рассмотрена ранее.

Как уже'отмечалось, в нижней ветви используется рабочее

вещество высокого давления, поэтому при стоянке машины дав­

ление в ней может чрезмерно повыситься. Чтобы этого не про­ изошло, в схеме предусмотрен расширительный сосуд ХП, ко­

торый автоматически подключается к системе, а при пуске ра­ бочее вещество сначала отсасывается из него, а затем подключа­

ется испаритель.

Сравнение эффективности каскадных и двухступенчатых хо­ лодильных машин показывает, что если в обеих ветвях каскада использовать одно и то же вещество, а теплообмен в конденсато­ ре будет происходить при бесконечно малой разности темпера­ тур, то такие машины термодинамически равноценны. Поэтому

теоретические циклы каскадных машин здесь не рассматрива­

ются.

В действительных условиях наличие конечной разности тем­

ператур в конденсаторе-испарителе ведет к уменьшению холо­

дильного коэффициента каскадной машины по сравнению с двух­ ступенчатой. Наличие конденсатора-испарителя увеличивает капитальные затраты каскадной машины.

.123

Однако в реальных условиях очень часто каскадные машины

выгоднее двухступенчатых. это можно объяснить преимущест­

вами, которые связаны с использованием в нижней ветви каска­ да рабочего вещества высокого давления. Объемная производи­

тельность компрессора нижней веТQИ меньше, чем у компрессо­

ра первой ступени двухступенчатой машины из-за большей плот­

ности рабочего вещества при всасывании, что ведет к уменьше­

нию мощности трения. При больших давлеНJlЯХ всасывания (при

температуре кипения -80 ос давление хладона 13 равно 0,112

МПа, в ТО время как у хладона 2~ оно 0,0105 МПа) относитель­

ные потери мощности в клапанах значительно меньше (см. гла­

ву 8). Отношение давлений для одинаковых диапазонов темпе­

ратур в нижней ветви каскадной машины !dеньше, чем в ~ервой ступени двухступенчатой (при tт = -40 С и t o = С для

хладона 13 p:/p~ =5,8, для хладона 22 pтlPo =16,8). Это ведет

к увеличению объемных и энергетических потерь в первой сту­

пени двухступенчатой машины.

Области возможного и рационального применения каскадных

холодильных машин приведены в табл. 3.1.

таб л и ц а 3. 1. Области примеиевии каскадвых

идвухступенчатых холoднJlloIIых маш_

Тепловой расчет каскадной холодильной машины состоит из расчетов машии нижней и верхней ветвей каскада, т. е. расче­

тов одноили двухступенчатых холодильных машин, которые

приведены ранее в соответствующих параграфах. Обязательным

условием является равенство холодопроизводительности верхней

ветви каскада Q~ и количества теплоты Q:, отводимой 0'1' рабо­

чего вещества нижней ветви каскада.

ГЛАВА 4

ГАЗОВЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ

,

Холодильные машины, весь термодинамический цикл кото­ рых совершается в области сильно перегретого пара - газа, на­

зываются газовыми холодильными машинами (ГХМ).

ПО принципу получения низких температур ГХМ делятся на

два типа:

1) ГХМ, в которых эффект охлаждения получается вследст­

вие расширения газа в специальных расширительных машинах -

детандерах С отдачей внешней полезной работы; 2) ГХМ, в которых эффект охла,ждения получается в вихре-

вых трубах без отдачи полезной работы. .

Независимо от того, в каком устройстве достигается эффект охлаждения, ГХМ могут работать по нерегенеративному или

регенеративному циклу. ГХМ, рабочим веществом которых яв­

ляется воздух, называют воздушными холодильными машина­

ми (ВХМ). Воздух невзрывоопасен, гигиеничен, может подаваться

прямо в охлаждаемое помещение; только на воздухе можно прак­

тически осуществлять циклы с тепломассообменом, что позво­ ляет обойтись без водяного теплообменника, снизить металло­

емкость машины и сделать ее более простой в эксплуатации,

а при необходимости и транспортабельной.

При умеренно низких температурах газа работа, получаемая

при его расширении в детандере, может составлять значитель­

ную часть его работы, затрачиваемой в компрессоре. Поэтому в ГХМ первого типа работа детандера передается компрессору

и используется для сжатия газа, что позволяет уменьшить ра­

боту, необходимую для привода ГХМ, и повысить ее энергети­

ческую эффективность.

В ГХМ второго типа кинетическая энергия, получаемая при расширении газа, в сложном газодинамическом процеесе, про­ ходящем в вихревой трубе, переходит в теплоту и затрачивается

. на нагрев той части газа, которая отводится в виде теплого пото­

ка. Кроме того, в вихревой трубе до низкой температуры охлаж­ дается обычно не более 50-70% от пqлного массового расхода газа, поэтому эффективность ГХМ с вихревыми трубами значи­ тельно ниже, чем ГХМ с детандерами. Охлаждение с помощью вихревого эффекта энергетически невыгодно. Тем не менее ГХМ

второго типа компактны, просты в изготовлении, надежны в экс­ плуатации и относительно дешевы, поэтому их применение оп­

равдано только в машинах специального назначения или в тех

случаях, когда они работают периодически в течение коротких

промежутков времени.

§ 4.1. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ

r А30ВЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН

Теоретическими циклами ГХМ будем считать циклы, все про­

цессы которых внутренне обратимы, а разность температур меж­ ду источником и газом при выходе из теплообменных аппаратов

равна нулю. Это означает, что движение газа в элементах ма­

шин происходит без необратимых потерь на трение и вихреобра­

зование. Следовательно, процессы сжатия и расширения явля­

ются изоэнтропными, а процессы охлаждения в аппаратах -

изобарными.

Теоретический цикл нерегенеративной ГХМ с детандером.

ГХМ состоит из следующих элементов (рис. 4.1, а): компрессор

А, промежуточный холодильник В, детандер В, теплообменный аппарат r и двигатель Д. Цикл этой ГХМ совершается в такой

последовательности (рис. 4.1, 6). Газ поступает в компрессор

с температурой Тl' давлением Рl и сжимается в процессе 1-2 до давленияР2. При этом его температура повышается до Т2· Затем

газ поступает в промежуточный холодильник, где от него отво­

дится теплота, и он охлаждается до температуры Тз. Далее газ направляется в детандер, где в процессе расширения 3-4 его

температура снижается до Т4' а давление доР4 (в теоретическом

цикле р = Р2 И Р4 = Рl). После этого холодный газ поступает

в тепло~менный аппарат. где к нему подводится теплота от ис­

точника низкой температуры в процессе 4-1. Температура газа

повышается до Тl' И он снова направляется на всасывание ком­

прессора.

Площадь под процессом 4-1 эквивалентна удельной холодо-

а площадь под процессом 2-3 эквивалентна количеству тепло­ ты, отводимой от газа в промежуточном холодильнике:

6)

т

Рис. 4.1. Схема (а) и ЦИКЛ (6) газовой ХОЛОДИЛЬНОЙ машины

Работа, затрачиваемая в цикле, определяется из теплового баланса и представляет собой разность работ компрессора и де­

тандера:

(4.3)

где lK - работа компрессора, lк = i2 - i1; lд - работа детандера,

lд=iз -i4•

Работа компрессора всегда больше работы детандера, поэтому

недостающая работа подводится к ГХМ извне от приводного дви­

гателя.

Массовый расход газа, циркулирующего в ГХМ определяют

из данной холодопроизводительности:

Холодильный коэффициент цикла определяют как обычно:

Теплоемкость газа Ср в первом приближении можно считать

постоянной, тогда

ДЛЯ изоэнтропных процессов 1-2 и 3-4, проходящих между

одними и теми же давлениями Рl и Р2' справедливы соотношения:

Т2/Т1 =Тз/Т4; Т2/Тз =Т1/Т4; Т2/Тз -1 =Т1/Т4 -1; (Т2 - Тз)/Тз =

= (7i -74)/74, с учетом которых холодильный коэффициент цик­

ла можно записать в виде

Коэффициент обратимости определяют как отношение холо­

дильного коэqкpициента цикла к холодильному коэqкpициенту

обратимого цикла:

Коэqкpициент обратимости будет зависеть от характера изме­

нения температур источников низкой и высокой температуры,

с которыми ГХМ обменивается теплотой в процессе работы. Рас­

смотрим три возможных случая.

В первом случае теплоту необходимо отводить от источника с постоянной температурой ТИИТ = const в окружающую среду

с То. с = const. Обратимым циклом будет цикл 1'-2'-3-4', а работа

обратимого цикла будет эквивалентна его площади. Из рис. 4.1,6

видно, что площадь 1-2-3-2'-1'-4'-4-1 будет эквивалентна той

дополнительной работе, которую приходится затрачивать в ГХМ при ее работе на источники с постоянной температурой. Коэф­

фициент обратимости цикла ГХМ будет значительно меньше единицы. Ясно, что применять ГХМ для таких условий охлаж­

дения энергетически невыгодно.

во втором случае источник низкой температуры имеет пере­

менную температуру, изменяющуюся от T 1 дО Т4, водяные экви­

валенты (Gc ) газа, выходящего из детандера и теплоносителя,

одинаковы, К обмен теплотой осуществляется в противотоке. Ис­

точником высокой температуры по-прежнему явля~я окружаю­

щая среда, т. е. То. с = const. В этом случае обратимым будет

цикл 1-2"-3-4, так как процесс теплообмена 4-1 будет прохо­ дить при бесконечно малой разности температур между газом и теплоносителем. Дополнительная работа эквивалентна площа­

ди 2"-2-3 и значительно меньше, чем в первом случае, а коэф­

фициент обратимости возрастет, но по-прежнему будет меньше

единицы.

В третьем случае источник высокой температуры имеет пере­ менную температуру, изменяющуюся от Тз дО Т2, водяные эк­ виваленты газа и теплоносителя одинаковы, обмен теплотой про­ исходит в противотоке. Источник низкой температуры остается таким же, как и во втором случае. Обратимый цикл при работе

ГХМ на такие источники совпадет с циклом 1-2-3-4, а коэффи­

циент обратимости будет равен единице.

Проведенное сопоставление показывает, что заключение о целе­ сообразности применения ГХМ в том или ином случае может быть сделано только на основании тщательного анализа ее пока­ зателей при работе на конкретные источники с известными 'tеп­

ловыми характеристиками.

Теоретические циклы регенеративных гхм с детандером. З а м к н у т ы й ц и к л. Регенеративная ГХМ отличается от не­

регенеративной наличием регенератора Е (рис. 4.2, а), в кото­

ром «прямой. поток газа, выходящий из промежуточного холо­ дильника Б, дополнительно охлаждается перед входом в детан­ дер в процессе 3-4. Отвод теплоты от «прямого. потока проис­

ходит в регенераторе за счет подогрева в процессе 6-1 .обратно­ го. потока (рис. 4.2,6), выходящего из теплообменного аппара­ та Г. Как видно из рис. 4.2,6, подобрав соответствующим обра­

зом глубину регенерации, можно получить низкие температуры

Т5 И Т6' не увеличивая отношения давлений в компрессоре.

Работа регенеративного цикла

l = q - qo = (t2 - iз) - (i6 - i5 ) = lкlд = (i2 - t1 ) - (i4 - t5 ). (4.8)

128

а} _ -----..... 6} т

J

6

2 ,

Е

Рис. 4.2. Схема (а) и цикл (6) регенеративиой газовоЙ ХОЛОДИЛЬНОЙ

мamииы

Заметим, что для цикла, совершаеМОГ9 в реальном газе, у ко­

торого линии i =const не совпадают с изотермами, i 1 '*iз И i4 '*i6 ,

хотя выражение (4.8) остается справедливым.

Холодильный КОэффициен~ регенеративного цикла

Холодильный коэффициент теоретического регенеративного цикла 1-2-3-4-5-6 численно равен холодильному коэффициен­

ту теоретического нерегенеративного цикла 6-2'-3'-5, изобра­

женного на рис..4.2 штриховой линией. Видно, что для получе­

ния тех же температур Т5 и Т6 отношение давлений в компрес­

соре ГХМ, работающей по нерегенеративному циклу, должно быть

намного выше. Это вызывает увеличение массы и размеров не­

регенеративной ГХМ.

Учет влияния потерь, возникающих в детандере и компрессо­

ре, показывает, что регенеративная ГХМ является энергетичес­

ки более выгодной.

При одинаковых зна'Чениях изоэнтропного КПД процесс рас­

ширения газа. в детандере регенеративной ГХМ завершится

в точке 5', а нерегенеративной - в точке 4' (рис. 4.2,6), поэтому

удельная ХОЛодопроизводительность регенеративной ГХМ будет

выше:

Рис. 4.3. Схема (а) и ЦИКЛ (6) регенеративной газовой холо­

дильной машивы с тепломассообмеиом (по Н. Н. Кошкину)

Раз о м к н у т ы е Ц и к л ы. Если рабочим веществом ГХМ

является воздух, 'то отвод теплоты в окружающую среду можно

осуществлять путем тепло- и массообмена. При этом отпадает необходимость в промежуточном холодильнике.

Разо,м,кнутый ЦlЖЛ с men.7tо,м,ассоб,м,ено,м, предложен Н. Н. Кош­ киным. В схеме такой ГХМ отсутствует промежуточный холодиль­ ник (рис. 4.3, а). Воздух поступает в компрессор А непосредст­ венно из атмосферы, сжимается ВIIроцессе 1-2 (рис. 4.3, б)

и, пройдя через клапанную коробку Ж1' сразу попадает в регене­

ратор Ер в котором охлаждается в процессе 2-3, отдавая теплоту

насадке регенератора, сначала до температуры Т с' а затем дО

ТЗ' Из регенератора, пройдя клапанную коробку Ж2~·ВОЗдуХ попа­

дает в детандер В, где расширяется, совершая внешнюю полез-·

ную работу, и охлаждается до температуры Т4• После этого воз­ дух направляется в теплообменный аппарат Г, где отводит тепло­

ту от охлаждаемого источника, нагреваясь при этом до темпера­

туры Т5, затем поток воздуха через клапанную коробку Ж2 по­ падает в регенератор Е2, где охлаждает насадку, отнимая от нее теплоту, а сам нагревается до температуры Т6 = Т2 > ТО• С• После регенератора воздух проходит клапанную коробку Ж1 и вы­

брасывается в атмосферу, где, смешиваясь с окружающим воз­

духом, охлаждается в процессе тепломассообмена до температу­

ры То. с'

Особенностью работы ГХМ с тепломассообменом является не­

прерывное всасывание в компрессор атмосферного воздуха; кото­

рый всегда содержит влагу. При охлаждении в регенераторе эта

влага сначала выпадает в виде жидкости, а затем при t < О ОС -

В виде кристаллов льда, которые оседают на поверхности реге­

нератора. Поэтому в таких ГХМ всегда применяется пара (или другое четное число) регенеративных теплообменников, содер­ жащих теплоемкую насадку, выполняемую обычно из гофриро_· ванной алюминиевой ленты. Регенераторы работают поперемен­ но. Сначала «прямой. поток воздуха, выходящего из компрес-

130

сора, охлаждается в регенераторе Ер на поверхности насадки

которого выпадают жидкость и кристаллы льда. В этом время

«обратный. поток воздуха при более низком давлении Рl нагре­ ваетсяв регенераторе Е2• Известно, что чем меньше давление

влажного воздуха, тем больше его влагосодержание при одной

и той же температуре и относительной влажности. Вследствие этого «обратный. поток воздуха выносит всю влагу из регенера­ тора Е2 и полностью его осушает. Через определенный период,

обычно не превышающий 1-2 мин, заслонки в обеих клапанных

коробках автоматически поворачиваются на 900 и устанавлива­

ются в положение, указанное на рис. 4.3, а штриховой линией.

После этого «прямой. поток воздуха из компрессора пойдет че­

рез охлажденный и осушенный регенератор Е2, а «обратный. - через регенератор Ер и весь цикл повторится.

Разо,м,кнутый вакуу,м,ный ЦUКЛ с men.7toMaCCOo6MeHoM, пред­

ложенный В. С. Мартыновским и М. Г. Дубинским, отличается

от цикла Н. Н. Кошкина последовательностью работы элемен­

тов схемы. Здесь компрессор А является последним элементом схемы (рис. 4.4, а). Его назначение - создавать разрежение за детандером В, а давление на выходе из компрессора равно атмос­

ферному (в теоретическом цикле). Атмосферный воздух прохо­ дит клапанную коробку Ж1 и поступает сразу в регенератор Ер где охлаждается в процессе 1-2 сразу до низшей температуры

цикла Т2• После этого холодный воздух направляется в теплооб­

менный аппарат Г, где он отводит теплоту от охлаждаемого ис­

точника, нагреваясь до температуры ТЗ' а далее - в детандер В.

Так как компрессор непрерывно поддерживает при выходе из

детандера пониженное давление Р4. < Рз = Ратм' то воздух, рас­ ширяясь в де'l;'андере, совершает внешнюю работу, а сам при

этом охлаждается до температуры Т4• Затем, пройдя клапанную

,

Рис. 4.4. Схема (а) и ЦИКЛ (6) регенеративной газовой холодильной

мвmивы с тепломассообмевом (по В. С. Мартыиовскому и М. Г. Ду_

коробку Ж2' этот 40братныЙ. поток холодного воздуха проходит регенератор Е2, где отводит теплоту от насадки и выносит вла­

гу, находящуюся на ее поверхности. Температура .. обратного. потока воздуха повышается до Т5; пройдя клапанную коробку Жl' воздух поступает в компрессор А, где сжимается до атмо­ сферного давления Р6 = Ратм И выбрасывается в атмосферу. Так как давление 4обратного. потока воздуха ниже атмосферного,

такой цикл называют вакуумным.

В ГХМ специального иазначения в последнее время получил

распространение ЦUКЛ Стuрлunzа. Он отличается от только что

рассмотренных циклов тем, что процессы теплообмена осущест­

вляются не при постоянном давлении, а при пос~оянном объе­ ме. Описание принципа действия и конструкции таких ГХМ можно найти в литературе по криогенной технике [44], в кото­

рой они нашли широкое применение.

§ 4.2. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ И ХАРАКТЕРИСТИКИ

ГАЗОВЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН

Холодильный коэффициент ГХМ, определяемый выражения­ ми (4.6) или (4.10), может быть довольно высоким. Однако в дей­

ствительности КПД компрессора и детандера всегда меньше еди­ ницы, перепад температур при выходе из аппаратов больше нуля,

а процессы движения газа в них сопровождаются потерей дав­ ления. Все эти факторы снижают эффективность реальных ГХМ.

Действительные циклы ГХМ представлены на рис. 4.5. Про­

цесс 1-2 сжатия газа в компрессоре из-за потерь проходит с уве­ личением энтропии. Охлаждение газа в Iiромежуточном холо­

дильнике сопровождается потерей давления АР1 = Р2 - Ра. Из-за

Рис. 4.5. Действительвые ЦИJCJJЫ raaoBЫX ХOJlодиJJЫIЫX машин: а - вереreиеративвый ЦИКJI; 6 - pereиeративв:ый ЦИI<JI С теПJIомассообмевом .

132

ограниченной поверхности теплообмена температура газа при

выходе из промежуточного холодильника будет выше темпера­

туры источника на значение недорекуперации A7i = Тз - То. с' Процесс расширения в детандере тоже будет проходить с поте­

рями и увеличением энтропии. Наконец, отвод теплоты от ох­ лаждаемого источника в теплообменном аппарате будет сопро­

вождаться потерями давления АР2 = Р4 - Р1 И недорекуперацией АТ2 = Тинт - 7i. Работу действительного цикла можно опреде­ лить из уравнения теплового баланса (4.3). Количество тепло­

ты, отведенноЙ.в дейсrвительном цикле в окружающую среду, q = i2 - ia, но это количество уже нельзя считать эквивалентным площади под процессом 2-3, так как он сопровождается паде­

нием давления. Из уравнения первого закона термодинамики dq = di - оор следует, что разность энтальпий равна подведен­

ной (или отведенной) теплоте и, следовательно, может считать­

ся эквивалентной площади под процессом на тепловой S-Т-диа­ грамме только при dp = О, т. е. в изобарном процессе Р = const.

Поэтому количество теплоты, отведенной в окружающую среду, эквивалентно площади d-2-3'-a под отрезком изобаРЫР2 = const,

причем точки 3' и 3 лежат на линии ia= const. Аналогично опре­

деляют количество теплоты, отведенной от охлаждаемого ис­

точника, qo = t1 - i4 , эквивалентное площади с-1-4'-Ь под отрез­

ком изобары Р1 =const. Точки 4 и 4' лежат на линии i~ =const.

Работа цикла l = q - qo эквивалентна площади d-2-3'-a-IJ-4'-1-c.

Работа·lт цикла, совершаемого между теми же источниками, но без внутренне необратимых потерь, эквивалентна площади 1т-2т-3т-4т. Сопоставление показывает, что наличие этих по­

терь в машинах и аппаратах намного снижает энергетическую

эффективность ГХМ.

Действительный цикл ГХМ типа TXM-1-25, работающей по

вакуумному разомкнутому циклу с теплообменом, показан на рис. 4.5, 6. Здесь потери давления в регенераторе 4ПРЯМОГО.

потока АР1 = Р1 - Р2' В теплообменном аппарате АР2= Р2 - Ра,

в регенераторе 4обратного. потока АРа = Р4 - Р5 И В выходном устройстве компрессора АР4 = Р6 - Ратм' Недорекуперация в ре­ генераторах 4ПРЯМОГО. и 40братного. потоков A7i = Т2 - Т4

Удельные работы компрессора и детандера определяют так:

(4.13)

(4.14)

гдеРТНОPI/еI\ИЯ давлений в компрессо~ и Д~TaHдepe Х; = Р;/Р;

ния торможения при входе и выходе из промежуточного холо­

Механические КПД·при использовании машин динамическо­

го действия обычно высоки: l1м•к = l1м•д = 0,95+0,99, причем БОль­ шие значения наблюдаются у машин, роторы которых опирают­

ся на подшипники качения.

Покажем влияние необратимых потерь на холодильный ко­

эффициент ГХМ на численном примере. При температуре окру­

жающей среды 20 ос и температуре в конце расширения в детан­ дере -30 ос холодильный коэффициент обратимого теоретичес­

кого цикла ЬТ = 4,70. В ~ействительном цикле при изоэнтроп­

ном КПД компрессора 118к = 0,85 идетандера l1:д = 0,9, коэф-

фициентах сохранения давле­

ния торможения в теплообмен-

равлическое сопротивление и повышать эффективность тепло­

обмена в теплообменных аппаратах.

На рис. 4.6 приведены зависимости ьд для различных типов холодильных. машин (1 - машины двухступенчатого сжатия;

2 - каскадные ГХМ; 3 - регенеративные ГХМ) от температу­ ры, при которой совершается подвод теплоты от внешнего источника низкой температуры. Видно, что при температурах t o < -70+-80 ос ГХМ становятся энергетически более совершен­

ными, чем паровые холодильные машины. Именно в этой низ­

котемпературной области ГХМ находят все более широкое при­

менение.

§ 4.3. ОСОБЕННОСТИ РАБОТЫ ГАЗОВЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН НА ВЛАЖНОМ ВОЗДУХЕ

Рабочим веществом для большинства ГХМ является воздух, а для ГХМ, работающих по разомкнутому циклу, регенератив­ ных или нерегенеративных - влажный воздух, всасываемый компрессором непосредственно из атмосферы. Влажный воздух в зависимости от температуры и относительной влажности мо­ жет содержать значительное количество водяного пара. При уве­ личении температуры воздуха и постоянной относительной влаж­

ности влагосодержание влажного воздуха возрастает.

Известно, что влагосодержание влажного воздуха определя­

ется зависимостью [100]

Рв. в - давление влажного воздуха, равное сумме парциальных

давлений сухого воздухаРе. в И водяного парарп, Рв. в = Ре. в + Рп'

Относительная влажность

(4.17)

представляет собой отношение парциального давления водяного

пара во влажном воздухе Рп к давлению насыщенного водяного

пара p~ при температуре влажного воздуха. При ер = 1 влагосо­

держание достигает максимума и при понижении температуры,

вызванном охлаждением в промежуточном холодильнике или

регенераторе, и снижается вследствие уменьшения p~ • в резуль­

тате избыточная влага выпада~т в виде конденсата, а при тем­

пературе ниже О ос - В виде кристаллов льда. При повышении

температуры, вызванном подогревом воздуха, влагосодержание

не изменяется, но вследствие увеличения давления насыщенно-